机械设计计算书胡晓菲文档格式.docx

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10）mm3×

7.85g/cm3=453.57kg。

粗估筒体连同齿轮的总重量为560kg，目前我国大部分城市生活垃圾的平均密度0.24～

20.4t/m3，筒的质量为V=πr2l=3.14（×

500mm）×

3000mml×

0.4t/m3=0.942t=942kg

总重量为560+942=1502kg

物料沿筛面轴线方向的平均速度.v可表示为v=△l/t根据目标处理能力，即20t/h,设定筛筒长6000mm。

当筛体倾斜安装时,实际的物料运动轨迹变为不规则的螺旋线,该螺旋线的螺距△l近似为：

△l=|yA-yB|tanθ=4Rsin^cos^atanθ

即△l=4×

2mm×

sin54.7cos54.7tan4×

°

=0.26mm

由于回转运动中物料离心力的存在,筛体转速n的取值一般总是小于其临界转速nc,通常为了获得较好的筛分效果,应使物料在筛体内作较大的翻动。

可以计算使物料在筛体内获得最大抛落落差的条件,即在图2中使得|yC-yB|=

（Rsin2αcosα）/2+4Rsin2取最α大cos值α,令|yC-

yB|′=可0,求得α=54.7滚°

筒筛转速最大落差值

ns=30

πgcos54.7°

R=32.153m/s=307.19r/min

根据经验，选滚筒筛的转速略低于最大落差值取为

300r/min。

J=mr2

21502×

0.522=

T=J=187.75×

31.4m/s÷

0.5=11790.7Nm总rV=ηη齿轮η联轴器η轴承

=0.98×

0.98×

0.99×

0.9952=0.94

WW所需功率为Pd=1000×

=ηW2T×

n11790.7×

r/min1000300×

0.94一级斜齿轮传动比在3-5之间，故电动机转速的可选范为nd=i总×

nw=900～1500r/min换用两级减速齿轮传动比在0左右，选择转速为2900.初步定两级的齿轮减速比为3.3和3.选择电动机的类型

根据电机标准选择河南电机厂生产的三相异步电动机Y132S1-2，功率为4kw，转速为2890转。

效率85.5%。

根据滚筒筛转速选定两级减速斜齿轮传动，

总传动比为2890÷

300=9.63。

.

分配两级的传动比暂定为3，和3.21

转速：

n0=n满=2890

nI=n0/i带=n满/i齿=960/3.2=906.25（r/min）nII=nI/i齿

=906.25/3=302.08（r/min）

功率P1

P1=4×

0.99=3.96kW

P2=3.92×

0.995=3.86KW

滚筒筛的功率：

3.86×

=3.784满足要求

输入功率按下式

P=（P额×

η）kw=5500×

85.5%=4702.5W

根据资料通用减速器的效率为91%，联轴器的效率99%，齿轮传动的效率为

96%，整个传动系统的总效率η总=91%×

96%×

98%=90.3%

四、传动零件的设计计算

（一）标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。

一、选择材料精度等级和齿数

精度等级选用7级

小齿轮：

40Cr，调质，280HBS

大齿轮：

40钢，调质，240HBS

根据材料性能许用接触应力：

小齿轮的疲劳强度极限ζHlim1=600MPa。

大齿轮的疲劳强度ζHlim2=550MPa。

ζH1=

ζH2=KHN1ζHlimS21=0.9×

600MPa=540MPa。

=0.9×

550MPa=522.5MPa。

KHN2ζHlim

S

齿面粗糙度Rz1=3.2μm，Rz2=3.2μm，

齿根表面粗糙度Rz1=10μm，Rz2=10μm。

大、小齿轮设计修缘量Ca1=30μm，Ca2=30μm。

油浴润滑，高度为浸没轮齿1/3。

二、初步确定主要参数

按齿面解接触疲劳强度设计

试选kt=1.6，ZH=2.433εα=1.65

许用接触应力：

ζH=（ζH1+ζH22=531.25MPa小齿轮的名义转矩：

n1=n/i=2900/3.2=906.25r/min。

p=3.86KW

T1=9549×

P/n1=N·

m

2.初步确定模数、齿数、螺旋角

取模数m=3.5mm初选β=12°

Ζ1=2acosβ/[m×

（u+1）]，m取3.5

取Ζ1=99，Ζ2=u×

Ζ1，取Ζ2=298。

Ζ2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=3.01载荷系数k：

取

k=2

齿宽系数φa：

φa=0.7

计算大、小齿轮分度圆直

d1t≥32×

1.6×

Tu±

1ZHZE2ζ=347.21mm?

dεαuHπd1tn160计算圆×

周1000速度：

v==π×

347.21×

46060×

1000=8.36m/s

b=?

ad1t=0.7347×

.21=243.04mm

计算纵向重合度εβ：

εβ=0.318×

0.7×

99×

tan12°

计=4算载.68荷系数K：

K=KAKVKHαKHβ=1×

1.11×

1.4×

1.42=2.按21实际载荷修正分度圆直径为：

d1t=243.04×

1.6=386.68mm计算尺宽及模数mn:

mn=

z１＝mnd1tcosz1β32.21=386.68×

cos12°

99=3，取.模82数为4d1cos12°

386.68×

cos12°

=4=94.55。

取z１=95，z2=284

（95+284）4

2cos12°

计算中心距：

a=（z１+z2）mn

2cosβ圆整中心距为：

775mm

圆整中心距后修正：

β=arccos[m×

（Ζ2+Ζ1）/2a]=11.998计算大°

小分度圆直径：

d1=

d2=z１mn=388.5mmcosβcos11.998°

284×

495×

4z2mn=1161.4mmcosβcos11.998°

修正齿宽为：

b=?

ad1t=0.7×

388.49=271.94mm。

圆整之后取：

B1=275mm，B2=280mm

小齿轮的直径大于160mm，小于500mm，采用腹板式。

大齿轮为齿圈。

三、其他几何参数的计算

1.分度圆压力角αn=20°

00′00″

2.齿顶高系数ha=1

3.顶隙系数c=0.25

4.齿宽b1=275mm，b2=280mm

5.齿数比u=Ζ2/Ζ1=2.99

6.分度圆直径d1=mn×

Ζ1/cosβ=388.5mm

d2=mn×

Ζ2/cosβ=1161.4mm

7.基圆直径αt=arctan（tanαn/cosβ）=20.41°

db1=d1×

cosαt=364.11mm

db2=d2×

cosαt=1088.49mm

8.齿顶高ha1=ha2=hamn=4×

mm

9.齿根高hf1=hf2=（ha+c）mn=5×

10.全齿高h1=h2=ha1+hf1=9mm

11.齿顶圆直径da1=d1+2×

ha1=396.5mm

da2=d2+2×

ha2=1169.41mm

12.齿根圆直径df1=d1-2hf1=378×

.5mm

df2=d2-2×

hf2=1151.41mm

13.齿顶压力角at1=arccos（db1/da1）=23.32°

at2=arccos（db2/da2）=21.61°

14.端面重合度α′t=αt

εα=[Ζ1（tan-tat1nα′t）+tanΖat22（-tanα′t）]/2π=1.76715.轴向重合度εβ=b×

sinβ/（π×

（mn）b=min{b14.68，b2}）

16.总重合度εγ=εα+εβ=3.813

四、弯曲疲劳强度的校核

1.齿向载荷分布系数

N=（b/h）^2/[1+（b/h）+（b/h）^2]，b/h取大小齿轮中的小值。

ΚFβ=ΚHβ^N=1.28772.齿间载荷分配系数

ΚFα=ΚHα=1.06603.应力修正系数

齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值

L1=SFn1/hFe1

L2=SFn2/hFe2

齿根圆角参数

qs1=SFn1/（2×

ρF1）

qs2=SFn2/（2×

ρF2）

УS1=（1.2+0.13

×

L1）×

qs1^[1/（1.21+2.3

L1）]=2.1862

УS2=（1.2+0.13

L2）×

qs2^[1/（1.21+2.3

L2）]=2.2785

4.重合度系数

Уε=0.25+0.75/

εαV=0.6648

5.螺旋角系数

εβ＞1，取εβ=1

Уβ=1-εβ×

β/120°

=0.9229

6.寿命系数

УNT1=（3000000/NL1）^0.02=0.8293

УNT2=（3000000/NL2）^0.02=0.83727.尺寸系数

mn＜5mm，取mn=4mm，УX1=1.03-0.006×

mn=1.0000mn＜5mm，取mn=4mm，УX2=1.03-0.006×

mn=1.00008.计算齿根应力

бF01=Ft/（b×

mn）·

УF1УS1Уβ=129.74MPa

бF02=Ft/（b×

УF2УS2Уβ=131.98MPa

бF1=бF01·

ΚAΚVΚFβΚFα=288.59MPa

бF2=бF02·

ΚAΚVΚFβΚFα=293.57MPa9.许用齿根应力

бFP1=бFG1/SFmin=бFlim1УSTУNT1УδrelT1УRrelT1УX1/SFmin=298.07MPa

бFP2=бFG2/SFmin=бFlim2УSTУNT2УδrelT2УRrelT2УX2/SFmin=301由.54以MPa

上计算可知：

бF1≤бFP1，小齿轮的弯曲强度满足要求

бF2≤бFP2，大齿轮的弯曲强度满足要求。

五、齿轮结构设计

大齿轮采用齿圈设计，内直径为290mm，小齿轮的内径为270mm（根据轴颈选定），由于小齿轮的直径大于160mm，小于500mm，选用腹板式。

第二级齿轮转动设计

（二）齿轮传动轴的设计：

1.齿圈和滚筒筛的传动校核计算。

主要承受扭矩，应按扭转强度条件设计计算，把滚筒筛筒体看做一个空心轴。

则初步估算轴径：

得d≥A0n（1-β）2000mm。

32.小齿轮传动轴的计算：

轴的材料选用40Cr。

根据公式d≥A0初步估计轴的直径。

n

查表得A0=104。

p=6464×

91%×

98%=5765.49w。

计算的直径d=104

270mm。

3.按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

ζ

轴所受的弯矩πd332ca33p576.49460=241.58。

取轴的直径为242mm。

调整轴的直径为=2=M2+（αT）2W≤[ζ-1]-bt（d-t）

2d2=π×

270332-（btd-t）

2d设计轴的长度，根据结构，齿轮宽为275mm，轴承宽为130mm，挡油环宽

10mm，

轴伸出量50mm，总长为275+130+130+40+200+15=790mm。

4.刚度校核：

该轴为传动轴，根据以上的承重条件，

当量直径为：

dV=4ZLii=1di式中：

li——阶梯轴第i段的长度，di——阶梯轴第i

段的直径，mm。

L——阶梯轴的计算长度，mm。

z——阶梯轴计算长度内的轴段数。

当载荷作用于两支承之间时，L＝l（l为支承跨距）；

当载荷作用于悬臂端时，L=l+K（K为轴段的悬臂长度）。

轴的弯曲刚度条件为：

挠度：

y≤[y]mm[y]——轴的允许挠度，mm。

偏转角：

θ≤[θ]rad[θ轴]的——允许偏转角，rad。

连接齿轮部分轴段直径为270mm，长275mm，连接为265mm，长为10mm，两

段，连接260mm，长130mm，两段。

计算得：

当量直径为dV=4=237.95mm。

根据材料力学的公式校核轴的钢度为合格。

（三）标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。

n1=n/i=2900/=460.32r/min。

p=5837.89W

P/n1=7539×

103N·

K=KAKVKHαKHβ=1×

d1t=243.04

计算尺宽及模数mn:

z１＝mnd1tcosz1β32.211.6=386.68mm=386.68

，99=3取模.82数为

4

d1cos12°

取z１=95，z2=284（95+284）4

大齿轮为齿圈。

εα=[Ζ1（tan-tat1nα′t）+Ζ2（tan-tanat2α′t）]/2π=1.76715.轴向重合度εβ=b×

L1）

L2）

qs2^*1/（1.21+2.3

L2）+=2.2785

mn=1.0000mn＜5mm，取mn=4

mm，УX2=1.03-0.006mn=1×

.0000

8.计算齿根应力

ΚAΚVΚFβΚFα=293Pa.57M

9.许用齿根应力

（四）齿轮传动轴的设计：

5.齿圈和滚筒筛的传动校核计算。

得d≥A0n（1-β4）2000mm。

3p

6.小齿轮传动轴的计算：

n查表得A0=104。

7.按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

轴所受的弯矩πd32ca33p5765.49460=241.58。

10mm，轴伸出量50mm，总长为275+130+130+40+200+15=790mm。

8.刚度校核：

dV=4ZLi=1di式中：

L——阶梯轴的计算长度，mm。